振动与冲击 第３ｌ卷第１９期 ＪＯＵＲＮＡＬ ＯＦ ＶＩＢＲＡＴ１０Ｎ ＡＮＤ ＳＨ０ＣＫ 弹性板／矩形腔耦合声场的响度分析 贺岩松 。，沈旺 ，徐中明 ，李耀光 ，李传兵 ４０００３９） （１．重庆大学机械工程学院，重庆４０００３０；２．汽车噪声振动和安全国家重点实验室，重庆摘 要：利用有限元结合间接边界元的方法分析弹性板／矩形腔耦合系统的内声场，通过与实验对比，验证了这种 结构一声耦合法在预估板一空腔耦合系统声振特性的可行性。运用ＩＳＯ５３２Ｂ响度计算标准的算法，分析封闭腔内不同位 置测点处的特征响度变化规律，讨论参与耦合的弹性板厚度及边界条件对闭腔内声响度的影响。最后，以响度作为声品 质的评价指标，通过参数化滤波的方法对闭腔内不同位置的测点的各特征频带进行处理，找出对人耳主观感觉影响较大 的频率范围，从而为进行闭腔噪声控制和声品质改善提供参考。 关键词：结构一声耦合法；弹性板／矩形腔；特征响度；边界条件；参数化滤波 中图分类号：ＴＢ５３ 文献标识码：Ａ Ｌｏｕｄｎｅｓｓ ａｎａｌｙｓｉｓ ｆｏｒ ｃｏｕｐｌｅｄ ｓｏｕｎｄ ｆｉｅｌｄ ｏｆ ａ ｆｌｅｘｉｂｌｅ ｐｌａｔｅ／ｒｅｃｔａｎｇｕｌａｒ ｃａｖｉｔｙ ｓｙｓｔｅｍ ＨＥ Ｙａｈ—ｓｏｎｇ ＇ ，ＳＨＥＮ Ｗａｎｇ ，ＸＵ Ｚｈｏｎｇ—ｍｉｎｇ ’ ，ＬＩ Ｙａｏ．ｇｕａｎｇ ，ＬＩ Ｃｈｕａｎ．ｂｉｎｇ （１．Ｃｏｌｌｅｇｅ ｏｆ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，Ｃｈｏｎｇｑｉｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｃｈｏｎｇｑｉｎｇ ４０００３０，Ｃｈｉｎａ； ２．Ｓｔａｔｅ Ｋｅｙ Ｌａｂｏｒａｔｏｒｙ ｏｆ Ｖｅｈｉｃｌｅ ＮＶＨ ａｎｄ Ｓａｆｅｔｙ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，Ｃｈｏｎｇｑｉｎｇ ４０００３９，Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ａｎｄ ｎｏｉｓｅ ｔｅｓｔｓ ｏｆ ａｎ ａｌｕｍｉｎｕｍ ｐｌａｔｅ／ｒｅｃｔａｎｇｕｌａｒ ｃａｖｉｔｙ ｃｏｕｐｌｉｎｇ ｓｙｓｔｅｍ ｗｅｒｅ ｄｅｓｉｇｎｅｄ ｔｏ ｖａｌｉｄａｔｅ ａｎ ｉｎｔｅｇｒａｔｅｄ ＦＥＭ／ＩＢＥＭ ｗａｓ ｓａｔｉｓｆａｃｔｏｒｙ ｔｏ ｖｉｂｒｏ—ａｃｏｕｓｔｉｃ ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ ａ ｆｌｅｘｉｂｌｅ ｐｌａｔｅ／ｅｎｃｌｏｓｕｒｅ ｃｏｕｐｌｉｎｇ ｓｙｓｔｅｍ． Ｔｈｅ ｌａｗ ｏｆ ｓｐｅｃｉａｌ ｌｏｕｄｎｅｓｓ ｆｏｒ ｐｏｉｎｔｓ ａｔ ｖａｒｉａｎｔ ｌｏｃａｔｉｏｎｓ ｉｎ ｔｈｅ ｅｎｃｌｏｓｅｄ ｃａｖｉｔｙ ｗａｓ ｓｔｕｄｉｅｄ ｂａｓｅｄ ｏｎ ｔｈｅ ａｌｇｏｒｉｔｈｍ ｏｆ ＩＳＯ５３２Ｂ ｌｏｕｄｎｅｓｓ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ ｓｔａｎｄａｒｄ．Ｔｈｅ ｅｆｆｅｃｔｓ ｏｆ ｔｈｉｃｋｎｅｓｓ ａｎｄ ｂｏｕｎｄａｒｙ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ ｏｆ ｔｈｅ ｐｌａｔｅ ｏｎ ｔｈｅ ｓｐｅｃｉａｌ ｌｏｕｄｎｅｓｓ ｏｆ ｔｈｅ ｅｎｃｌｏｓｕｒｅ ｗｅｒｅ ａｌｓｏ ｉｎｖｅｓｔｉｇａｔｅｄ．Ｆｉｎａｌｌｙ，ｔａｋｉｎｇ ｔｈｅ ｌｏｕｄｎｅｓｓ ａｓ ａｎ ｅｖａｌｕａｔｉｏｎ ｉｎｄｅｘ ｏｆ ｓｏｕｎｄ ｑｕａｌｉｔｙ，ｔｈｅ ｃｒｉｔｉｃａｌ ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ ｂａｎｄｓ ｏｆ ３ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｐｏｉｎｔｓ ｉｎ ｔｈｅ ｅｎｃｌｏｓｕｒｅ ａｆｆｅｃｔｉｎｇ ｈｕｍａｎ ｅａｒ＇ｓ ｓｕｂｊｅｃｔｉｖｅ ｓｅｎｓａｔｉｏｎ ｗｅｒｅ ｐｒｏｃｅｓｓｅｄ ｗｉｔｈ ｔｈｅ ｐａｒａｍｅｔｒｉｃ ｆｉｌｔｅｒｉｎｇ ｍｅｔｈｏｄ，ＳＯ ａｓ ｔｏ ｐｒｏｖｉｄｅ ａ ｒｅｆｅｒｅｎｃｅ ｆｏｒ ｎｏｉｓｅ ｃｏｎｔｒｏｌ ａｎｄ ｓｏｕｎｄ ｑｕａｌｉｔｙ ｉｍｐｒｏｖｅｍｅｎｔ ｏｆ ａｎ ｅｎｃｌｏｓｕｒｅ ｃａｖｉｔｙ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：ｓｔｕｃｔｕｒｅ・ａｃｏｕｓｔｉｒｃ ｃｏｕｐｌｉｎｇ ｍｅｔｈｏｄ；ｆｌｅｘｉｂｌｅ ｐｌａｔｅ／ｅｎｃｌｏｓｕｒｅ ｃｏｕｐｌｉｎｇ ｓｙｓｔｅｍ；ｓｐｅｃｉａｌ ｌｏｕｄｎｅｓｓ； ｂｏｕｎｄａｒｙ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ；ｐａｒａｍｅｔｒｉｃ ｆｉｌｔｅｒｉｎｇ ｍｅｔｈｏｄ 由于工程中多数机电设备的外形结构都类似于矩 形箱体结构，因此研究弹性结构一矩形空腔耦合系统 的内声场分布对噪声与振动的控制有着重要的意义。 驶时由于发动机和路面激励产生的乘坐舱内的噪声问 题等是工程中的常见问题。当前对于封闭空腔内噪声 水平的评价主要是基于Ａ计权声压值，但就噪声强度 的主观评价而言，Ａ计权声级不能充分表达人耳听觉 对于弹性边界和声场的相互作用的研究，Ｌｙｏｎ＿１ 最早 从弹性板向矩形闭空间的声传输的角度，开展了结 构一声耦合分析；Ｄｏｗｅｌｌ等 通过对非耦合的结构和 声学模态特性的研究，提出了关于结构一声耦合系统 响应的理论模型。邱小军 运用模态耦合的方法计算 了低频扩散声场通过矩形薄板入射到矩形闭空间的噪 声衰减，并进行了实验验证，发现两者结果吻合。 结构一空腔受激励后产生的噪声问题，如汽车行 系统的频率选择性、复杂声压频率成分相互掩蔽的效 果和声压的非线性特点，即Ａ计权声压级没有考虑声 音的品质 Ｊ。响度作为声品质客观评价最重要的心理 声学参数之一，更深层次地表达了人耳主观感觉量与 客观物理量间的关系。同时，响度也是计算其它心理 声学指标（诸如尖锐度、粗糙度、波动度等）的基础 。 对于声响度的计算，Ｆｌｅｔｃｈｅｒ等 钊最早提出了响度 计算模型，给出了一种利用信号的频谱确定复合音响 基金项目：国家自然科学基金（５０９７５２９６）；汽车噪声振动和安全技术国 家重点实验室２０１０年度开放基金（ＮＶＨＳＫＬ一２０１０１０） 收稿１３期：２０１１—０８—１０修改稿收到日期：２０１１—１０—２６ 第一作者贺岩松男，博士，教授，１９６８年４月生 度的计算过程，但这种方法使用起来较为繁琐。随后， Ｓｔｅｖｅｎｓ 提出了新的计算模型，他将信号按倍频带划 分为多个窄带信号，然后根据等响曲线查找出每个窄 带信号对应的响度值，最后将每个响度值叠加求得总 第１９期 贺岩松等：弹性板／矩形腔耦合声场的响度分析 响度。Ｚｗｉｃｋｅｒ 在Ｆｌｅｔｃｈｅｒ的基础上，考虑人耳听觉 机理，建立了一种基于激励模型的响度计算方法，并最 的选择性，Ｚｗｉｃｋｅｒ 对特征频带刻度和频率的关系给 出了描述： 终形成被广泛认可和使用的响度计算ＩＳＯ５３２Ｂ国际 标准。 ｚ＝１３ａｒｅｔａｎ（０．７６ｆ／１ ０００）＋ ３．５ａｒｃｔａｎ（ｆ／７ ５００） （５） 本文基于Ｚｗｉｃｋｅｒ响度计算模型，探讨了耦合闭声 腔系统内的声响度规律，并进而分析了弹性板厚度及 听觉系统对声音频率的选择性描述为将物理声强 近似地划分为位于不同特征频带的不同部分，并由此 产生了特征频带声强 的概念，其表达为＿８ Ｊ： ＩＧ＝ 广ｍ ｄ 出 （６） 边界条件对空腔声响度的影响。最后，以响度作为声 品质的评价指标，提出了改善闭腔内声品质应注重的 频率范围，为对板一腔耦合系统噪声控制和声品质改 善奠定基础。 １结构一声耦合系统分析 结构一声耦合分析是将结构系统的运动方程和声 场辐射的积分方程通过耦合系数矩阵联系在一起。结 构的动力学特性通常用固有模态表达，这一概念同样 适用于结构和声学耦合系统 Ｊ。在物理坐标下，结 构一声耦合系统的矩阵方程可以表示为： 【 圳 ［［ｃ肌］ ｃ］＋ Ｃ［／Ａ４Ｄ］ 儿｛ ｝Ｊ 【｛Ｆ。｝Ｊ （１） 其中：［ ］是质量矩阵，［Ｃ］是结构阻尼矩阵，［Ｋ］是结 构刚度矩阵，［ｃ ］和［ｃ 。］是耦合矩阵，｛ｕ｝是结构在 物理坐标下的位移，｛ ｝是作用在结构上的机械载荷， ｛Ｆ ｝声学负载。 耦合矩阵［ｃ肌］反映了由于声学介质的存在对结 构振动的影响，耦合矩阵［ｃ 。］则反映由于结构振动对 声学解的影响。两者的关系可以通过下式表达： ［ｃ 。］＝一ｐｗ ［ｃ ］Ｔ （２） 为了对完全耦合的结构动力学方程和声学方程解 耦，将结构在物理坐标中的量变换成模态基本量来表 示，在耦合方程中引入： ｛ ｝＝［ ］｛ｑ｝ （３） 其中，［ ］是模态矩阵，｛１１，｝是对应某阶模态的参与 因子。 为了解出模态表达式，将式（３）代人式（１）中，通 过缩聚过程得到： ［ｃ删］｛ ｝＝｛Ｆ。｝＋｛ＣＦ ｝ （４） 其中，［ｃ肌］是结构一声系统耦合系数矩阵，｛ＣＦ ｝是 结构作用于耦合系统的负载。 在计算得到边界表面声学势函数后，可得到声场 中任意位置的辐射声压。 ２稳态响度模型 特征频率是一个描述人类听觉感受的重要概念， 由此衍生出了特征频带刻度的概念，并被大量应用于 声品质分析中。为了更好地描述人耳听觉系统对频率 以Ｉｏ＝１×１０ Ｗ／ｍ 为参考值，特征频带声强 级可表达为： ＬＧ＝１０ｌｏｇ（，Ｇ／Ｉｏ） （７） 对人耳听觉系统，激励级较特征频带级可更好地 反映听觉系统的频率选择性。对于特征频带级向激励 级的转化，Ｚｗｉｃｋｅｒ＿８ 提出：主激励级等于特征频带级的 最大值，斜坡激励级可由相应的掩蔽域斜坡向上平移 到与主激励级相匹配时得到。激励级定义为： Ｌ ＝１０ｌｏｇ（Ｅ／Ｅ０） （８） 式中， 为对应于声强参考值ｔｏ＝１×１０ Ｗ／ｍ 的 激励。 根据Ｚｗｉｃｋｅｒ响度理论可知，特征频带下的激励级 模型不仅描述了临界带宽之间的相互影响，也表达了 由于人耳听觉对频率的选择性所引起的斜率的影 响 。基于此，Ｚｗｉｃｋｅｒ以特征频带下的激励级为基 础，建立了响度计算的模型。将单个特征频带上的响 度定义为特征响度Ⅳ’。总响度Ⅳ为特征响度在整个 特征频带上的积分 ｊ： Ⅳ＝ Ｎ ｄｚ （９） 根据Ｚｗｉｃｋｅｒ的响度模型，特征响度Ⅳ’的计算公 式为： Ⅳ’－ｏ－。８㈢ ［（ｏ．５＋ｏ．５ 丝一 ］（１ｏ 其中：Ｅ即＝３．６４（ｆ／１０００）－０．８， 即为测试音激励； 为 频率。 ３结构一声耦合系统声振实验 实验采用自行设计加工的弹性板／矩形腔耦合系 统，测试声激励下耦合系统声压响应传递函数频率曲 线。矩形腔由一固支铝板和五块刚性壁密封而成。刚 性壁由厚度为１２ ｍｍ钢化玻璃组成，形成的矩形腔内 壁尺寸为０．６ ｍ×０．４５ ｍ×０．５ ｍ。铝板通过螺栓紧固 于钢架上，钢架壁与钢化玻璃的外壁通过强力胶进行 密封贴合，模拟铝板的固支边界条件。铝板的尺寸为 ０．７ ｍ×０．５ ｎｌ，厚度为１．１ ｍｍ，密度为２ ７００ ｋｇ／ｍ ，泊 松比为０．３３，结构阻尼损耗因子为０．Ｏ１，弹性模量为 ７１ ＧＰａ。为了防止声泄露，所有的缝隙用橡皮泥封严。 振动与冲击 ２０１２年第３１卷 试验台架如图１所示。 图１ 耦合系统频响测试实验台架 Ｆｉｇ．１ Ｔｈｅ ｔｅｓｔ ｂｅｄ ｏｆ ｔｈｅ ｃｏｕｐｌｉｎｇ ｙｓｔｅｍ ｆｏｒ￣ｅｑｕｅｎｅｙ ｒｅｓｐｏｎｓｅ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ 实验测试采用ＬＭＳ多通道分析仪发出带宽为０～ １ ０００ Ｈｚ的随机白噪声信号，输入至Ｂ＆Ｋ ＹＥ２７０６型功 率放大器，驱动扬声器产生声激励，扬声器距离平板中 心高度为０．３４ ＩＴＩ。弹性板结构在声源激励下振动并向 矩形腔内辐射声波，形成内部声场，采用两个Ｂ＆Ｋ４１８９ 传声器分别测量矩形腔内外的声压信号。采样时间为 １０ ｓ，采样频率为２０ ４８０ Ｈｚ，两传声器空问位置分别为 （０．３ ｍ，０．２２５ ＩＴＩ，０．２１ ｍ），（０．３ ｍ，０．２２５ ｍ，０．７７８ ｍ）。弹性铝板／矩形声腔耦合系统响应测试示意图如 图２所示。 图２耦合系统频响测试示意图 Ｆｉｇ．２ Ｓｋｅｔｃｈ ｏｆ ｔｈｅ ｃｏｕｐｌｉｎｇ ｓｙｓｔｅｍ ｏｆｒ￣ｅｑｕｅｎｃｙ ｒｅｓｐｏｎｓｅ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ 利用Ｈｙｐｅｒｍｅｓｈ软件建立弹性板的结构有限元模 型和闭空间内声场的边界元模型。将结构、声场模型 导人到ＳＹＳＮＯＩＳＥ软件中，设置弹性板的材料参数、边 界条件以及与实验环境相同空间位置的测点和点声 源。通过有限元计算得到弹性板的模态结果，再将模 态结果投影到声学边界元模型上 ，定义结构网格和 声场网格的接触面为耦合面，进行结构一声耦合计算。 将声压响应传递函数频率曲线的仿真结果同实验 结果对比，对比结果如图３所示。结果显示仿真计算 与实验结果吻合较好，表明运用有限元耦合声学间接 边界元预估闭空间内声场的方法可行。 ｌ厂×１Ｏ ／ＨＺ 图３实验与仿真结果对比图 Ｆｉｇ．３ Ｃｏｍｐａｒｉｓｏｎ ｏｆ ｔｈｅ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ ａｎｄ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ｒｅｓｕｌｔｓ ４耦合声场声响度分析 ４．１ 闭腔内不同测点声响度分析 在封闭矩形腔内选取的三个测点为：Ｏ （０．３ Ｉｎ， ０．２２５ ｍ，０．２５ ｍ），０２（０．５ ＩＴＩ，０．１ ｍ，０．４ ｍ），０３（０．１ ｉｎ，０．３５ ｉｎ，０．１ Ｉｎ），研究其声响度的变化规律。参考 ＩＳ０５３２Ｂ的响度计算算法 ，在运用ＦＥＭ／ＩＢＥＭ法计 算得到三个测点的声压级频率响应后，采用三分之一 倍频程滤波器近似代替特征频带滤波器模拟人耳的频 率选择性，然后利用式（５）计算得到各频带的主响度， 考虑频率掩蔽效应加人斜坡响度，斜坡响度斜率值通 过查表得到¨ 。最后计算得到特征响度，ｖ’，根据式 （９），在Ｂａｒｋ域上对特征响度Ⅳ’积分，最终得到总 响度。 １ １ 晶１ ｇ 善 弗 特征频带／Ｂａｒｋ 图４ ３个测点的特征响度曲线 Ｆｉｇ．４ Ｓｐｅｃｉａｌ ｌｏｕｄｎｅｓｓ ｃｕｒｖｅ ｆｏｒ ３ ｐｏｓｉｔｉｏｔＩＳ 图４表示不同测点的特征响度在特征频带上的分 布。由图中可以看出在较低特征频带内，观测点的特 征响度曲线变化趋势极其类似。当特征频带超过３ Ｂａｒｋ时，测点１与测点２和３的特征响度存在较大差 异。测点２和测点３特征响度曲线虽然相似，但在幅 值上测点３大约比测点２大１ ｓｏｎｅ／Ｂａｒｋ。分析原凶 得出：低频处对耦合系统内声场响度起主要作用的是 第ｌ９期 贺岩松等：弹性板／矩形腔耦合声场的响度分析 弹性板的结构模态，所以对矩形腔的不同位置的测 ４．２弹性板边界条件对闭腔声响度影响 点，其特征响度分布类似。但到了中高频处，空腔声 图５比较了１ ｍｍ弹性板分别为固支边界和简支 学模态起主要作用，这时，测点位置分布对响度的影 边界条件时，测点Ｏ，的声响度变化情况。对于固支边 响很大。 界条件的弹性板在整个分析特征频带内其特征响度与 同时由图得到，在１—３ Ｂａｒｋ范围内各特征响度曲 简支弹性板相比几乎成比例关系。在０—５．５ Ｂａｒｋ频 线上均存在几乎相等斜率的斜线段，均是由０～１ Ｂａｒｋ 带范围，简支弹性板特征响度大约为１ ｍｍ厚度固支弹 的低频噪声所引起的掩蔽域斜坡，即噪声在引起基底 性板的１．２倍；在５．５～８ Ｂａｒｋ频带范围内，其辐射声 膜上的０～１ Ｂａｒｋ临界带部位振动时，也使相邻的１～３ 响度有着相反的变化趋势，固支弹性板特征响度大约 Ｂａｒｋ部位产生了振动，这些振动掩蔽了原本在基底膜 为简支弹性板的１．２６倍。总结不同弹性板边界条件 上对应１～３Ｂａｒｋ部位的小的振动，这是人耳听觉系统 对闭腔声响度影响得出：相对简支边界条件的弹性板， 对频率的选择特性的反映。对于１测点，相同的现象 固支边界条件在中低频范围（０—５７０ Ｈｚ）内能更有效 发生在了７—８ Ｂａｒｋ；针对２和３测点，在３．５～６ Ｂａｒｋ 的减少板结构的特征响度，当频率到达５７０ Ｈｚ时，这种 也出现了掩蔽效应。 变化趋势相反。 蔷 赛 特征频带／Ｂａｒｋ 特征频￣／Ｂａｒｋ 图５边界条件对闭腔声响度的影响 图６不同板厚在Ｏ 测点的特征响度曲线 图７响度的影响频率分析 Ｆｉｇ．５ Ｓｐｅｃｉａｌ ｌｏｕｄｎｅｓｓ ｃｕｒｖｅ ｆｏｒ ｄｉｆｅｒｅｎｔ Ｆｉｇ．６ Ｓｐｅｃｉａｌ ｌｏｕｄｎｅｓｓ ｃｕｒｖｅ ｆｏｒ Ｆｉｇ．７ Ｔｈｅ ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ ｉｎｆｌｕｅｎｃｉｎｇ ｂｏｕｎｄａｒｙ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ ｏｆ ｐｌａｔｅ ａｔ ｐｏｉｎｔ Ｏｌ ｄｉｆｅｒｅｎｔ ｔｈｉｃｋｎｅｓｓ ｏｆ ｐｌａｔｅ ａｔ Ｏ１ ｐｏｉｎｔ ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ ｆｏｒ ｌｏｕｄｎｅｓｓ ４．３弹性板厚度对闭腔声响度影响 体声音效果的影响Ｂ３］。 图６比较了弹性板厚度分别为１ ｍｍ、２ ｍｍ、４ ｍｍ 对闭腔内三个测点位置的声信号分别按照１—８ 时，测点Ｏ 的声响度变化情况。对于厚度为２ ｍｍ的 Ｂａｒｋ特征频带对应的频率范围进行参数化滤波，对应 弹性板，除了在４．５—５．５ Ｂａｒｋ范围内其特征响度几乎 得到各个测点位置的８个声样本。以原始声音作为参 为垂直的直线外，在其它特征频带其特征响度与１ ｍｍ 考，对所有样本进行归一化处理，得到了响度的影响频 厚度弹性板相比几乎成比例关系。在０～４．５ Ｂａｒｋ频 率曲线，如图７所示。为了使各个频率成分对声音响 带范围，２ ｍｍ厚度的弹性板特征响度大约为１ ｍｍ厚 度的影响表达更清晰，将滤波器衰减的幅值设为 度弹性板的１倍；在５．８—８ Ｂａｒｋ频带范围内，其变化 １５ ｄＢ。 趋势相反，ｌ ｍｍ厚度的弹性板特征响度大约为２ ｍｍ 由图７可知：对于测点１，特征频带１ Ｂａｒｋ（２２—９Ｏ 厚度弹性板的１．５倍。对于４ ｍｍ厚度的弹性板，由于 Ｈｚ）和７ Ｂａｒｋ（５６１—７０７ Ｈｚ）对总响度影响较大；特征 结构固有频率的改变导致出现最大特征响度的频带范 频带１ Ｂａｒｋ、４ Ｂａｒｋ（２８１—３５４ Ｈｚ）对于测点２和测点３ 围发生了偏移。与１ ｍｍ和２ ｍｍ的弹性板相比较，在 总响度影响较大，其中４ Ｂａｒｋ影响最大。 整个分析频带内其特征响度曲线表现了相同的变化 趋势。 ６结论 ５声响度的影响频率分析 （１）在结构一声耦合系统仿真计算结果的基础 上，运用ＩＳＯ５３２Ｂ响度计算标准的算法，分析封闭腔内 由于声信号的不同频率成分对人耳舒适度感觉的 不同位置测点的特征响度变化情况以及参与耦合的弹 贡献不一样，因此，本节以响度为指标，通过采用数字 性板的厚度和边界条件对闭腔内声响度的影响。结果 化滤波的方法对各个特征频带进行参数化滤波＿４］，从 表明：参与耦合的板和空腔的模态特性决定了测点的 而找出对人耳主观感觉影响较大的特征频带。参数化 特征响度变化规律；针对实际的工程问题，通过合理选 滤波是指将所关注的频段衰减或放大某个固定值，其 择弹性板的厚度和边界条件，可以在特征频带内获得 它频率成分不受影响，这样就可以观察各个频段对整 需要的特征响度。 １０８ 振动与冲击 ２０１２年第３１卷 （２）采用以响度作为声品质的评价指标，通过参 数化滤波的方法对各特征频带进行处理，进行声品质 影响频率分析，找出对人耳主观感觉影响较大的频率 ｍｅａｓｕｒｅｍｅｎｔ ａｎｄ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ［Ｊ］．Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｔ‘Ａｃｏｕｓｔｉｃ Ｓｏｃｉｅｔｙ ｏｆ Ａｍｅｒｉｃａ，１９３３，５：８２—１０８． ［７］Ｓｔｅｖｅｎｓ Ｓ Ｓ．Ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ ｏｆ ｔｈｅ ｌｏｕｄｎｅｓｓ ｏｆ ｃｏｍｐｌｅｘ ｎｏｉｓｅ ［Ｊ］．Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ａｃｏｕｓｔｉｃ Ｓｏｃｉｅｔｙ ｏｆ Ａｍｅｒｉｃａ，１９５６，２８（５）： ８０７—８３２． 范围，为噪声控制和声品质改善奠定基础。 参考文献 Ｉ８ Ｉ Ｚｗｉｃｋｅｒ Ｅ，Ｆａｓｔ１ Ｈ．Ｐｓｙｃｈｏａｃｏｕｓｔｉｃｓ：Ｆａｃｔｓ ａｎｄ ｍｏｄｅｌｓ． ［１］Ｌｙｏｎ Ｒ Ｈ．Ｎｏｉｓｅ ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ ｏｆ ｒｅｃｔａｎｇｕｌａｒ ｅｎｃｌｏｓｕｒｅｓ ｗｉｔｈ ｏｎｅ ｆｌｅｘｉｂｌｅ ｗａｌｌ［Ｊ］．Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ａｃｏｕｓｔｉｃ Ｓｏｃｉｅｔｙ ｏｆ Ａｍｅｒｉｃａ， １９６３，３５：１７９１—１７９４． Ｓｅｃｏｎｄ ｕｐｄａｔｅｄ ｅｄｉｔｉｏｎ［Ｍ］．Ｇｅｒｍａｎｙ：Ｓｐｒｉｎｇ Ｂｅｒｌｉｎ Ｈｅｉｄｅｌｂｅｒｇ．１９９９． Ｖｅｒｌａｇ ［９］徐张明，沈荣瀛，华宏星．利用ＦＥＭ／ＩＢＥＭ计算流体介质 中的壳体结构声耦合问题［Ｊ］．振动工程学报，２００２， １５（３）：３６３—３６６． ［２］Ｄｏｗｅｌｌ Ｅ Ｈ，Ｖｏｓｓ Ｈ Ｍ．Ｔｈｅ ｅｆｆｅｃｔ ｏｆ ａ ｃａｖｉｔｙ ｏｎ ｐａｎｅｌ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ［Ｊ］．ＡＩＡＡ Ｊｏｕｒｎａｌ，１９６３，１：４７６—４７７． ［３］邱小军，沙家正．低频无规入射声场通过矩形板入射到 闭空间的隔声量一Ｉ．理论部分［Ｊ］．声学学报，１９９５， ２０（３）：１７４—１８２． ［１０］乔宇峰．板结构辐射声的声品质基础理论研究［Ｄ］．武 汉：华中科技大学，２００６． ［４］郭荣，周铉，余卓平，等．基于心理声学参数的燃料 ［１１］陈馨蕊，郝志勇，刘迟．汽车镁质复合仪表板传声损失 的实验及仿真研究［Ｊ］．振动与冲击，２０１０，２９ （１１）：３９—４０． 电池轿车车内噪声评价及噪声源识别［Ｊ］．振动与冲击， ２００９，２８（４）：１６１—１６３． ［１２］Ｚｗｉｃｋｅｒ Ｅ，Ｆａｓｔｌ Ｈ，Ｗｉｄｍａｎｎ Ｕ．Ｐｒｏｇｒａｍ ｆ０ｒ ｃａｌｃｕｌａｔｉｎｇ ｌｏｕｄｎｅｓｓ ａｃｃｏｒｄｉｎｇ ｔｏ ＤＩＮ ４５６３ １（ＩＳＯ５３２Ｂ）［Ｊ］．Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ａｃｏｕｓｔｉｃ Ｓｏｃｉｅｔｙ ｏｆ Ｊａｐａｎ，１９９１，１２（１）：３９—４２． ［５］范蓉平，孟光，孙旭，等．基于心理声学响度分析的 高速列车车内噪声评价［Ｊ］．振动与冲击，２００５，２４ 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